Диаметры окружностей зубчатых колес:
делительной (начальной):
dа=m·zа=0.6·49=29.4 мм,
dg=m·zg=0.6·94=56.4 мм,
db=m·zb=0.6·237=142.2 мм,
вершин:
dаa=dа+2·m·h*a=29.4+2·1·0.6=30.6 мм,
dаg=dg+2·m·h*a=56.4+2·1·0.6=57.6 мм,
dаb=db-2·m(h*a-0.125)=237-2·(1-0.125) 0.6=141.15 мм,
впадин:
dfa=dа-2·m·(h*a+c*)=39.2-2·0.6·1.35=27.78 мм,
dfg=dg-2·m·(h*a+c*)=71.5-2·0.6·1.35=54.78 мм,
dfb=db+2·m(h*a+c*)=355+2·0.6·1.35=143.82 мм,
Делительное межосевое расстояние:
аag=0.5·(za+zg)·m=49+94=143 мм,
аgb=0.5·(zb-zg)·m=237-94=143 мм,
аag=аgb – выполнено условие соосности механизма
Ширина зубчатого венца:
bwа=ψd·dwа=0.4·29.4=11.76 мм,
bwg=ψd·dwg=0.4·56.4=22.56 мм,
bwb=ψd·dwb=0.4·142.2=56.88 мм,
6.
Проектирование
ступенчатого мультипликатора
для датчика скорости.
Передаточное отношение ступенчатого механизма uтр =nвх/nвых, где nвх и nвых – частота вращения входного и выходного валов ступенчатого механизма.
nвх = 7600 об/мин
nвых = 18000 об/мин
Тогда uтр = 18000/7600= 2,368
Распределяем передаточное отношение по ступеням механизма:u12=1 u34=1.5 u45=1.579.
Момент на валу 1 М1=Мд=0.09·10-2 Н·м.
Момент на валу 4 М4=0.04·10-2 Н·м.
Момент на валу 23 М23=0.039·10-2 Н·м.
Скорость вращения вала 1 n1=nд=18000 об/мин.
Скорость вращения вала 4 n4=n1/u34=18000/1.5=1200 об/мин.
Скорость вращения вала 23 n23=n1=18000 об/мин.
Максимальное значение числа зубьев шестерни 1 : (zмах)1=c(u+1)/u=35(1+1)/1=70,
примем число зубьев шестерни 1 (прямозубой) z1=14, тогда z2=14.
Диаметр начальной окружности шестерни 1:
где YF – коэффициент формы зуба, [σF] – допускаемое напряжение на изгиб.
Принимаем dw1=dw2=21 мм.
Проектное значение модуля передачи: m=(dw1)min/z1=21/14=1.5.
Из конструктивных соображений примем dw3=33 мм, dw4=48 мм, dw5=76.5 мм.
Тогда число зубьев шестерен составит:
z3=dw3/m=33/1.5=22,
z4=48/1.5=32,
z5=76.5/1.5=51
Проверим диаметры шестерен по условию обеспечения прочности зубьев:
Проектировочный расчет диаметров валов.
Наименьший
диаметр вала 1: 
Наименьший диаметр вала 4: 
Наименьший диаметр вала 5: 
Диаметры окружностей зубчатых колес:
вершин:
dа1=d1+2·m·h*a=21+2·1·1.5=24 мм,
dа2=d2+2·m·h*a=21+2·1·1.5=24 мм,
dа3=d3+2·m·h*a=33+2·1·1.5=36 мм,
dа4=d4+2·m·h*a=48+2·1·1.5=51 мм,
dа5=d5+2·m·h*a=76.5+2·1·1.5=79.5 мм,
впадин:
df1=d1-2·m·(h*a+c*)=21-2·(1+0.25)·1.5=17.25 мм,
df2=d2-2·m·(h*a+c*)=21-2·(1+0.25)·1.5=17.25 мм,
df3=d3-2·m·(h*a+c*)=33-2·(1+0.25)·1.5=29.25 мм,
df4=d4-2·m·(h*a+c*)=48-2·(1+0.25)·1.5=44.25 мм,
df5=d5-2·m·(h*a+c*)=76.5-2·(1+0.25)·1.5=72.75 мм,
Делительное межосевое расстояние:
а12=0.5·(z1+z2)·m=(14+14)1.5/2=21 мм,
а34=0.5·(z3+z4)·m=(20+33)1.5/2=39.75 мм,
а54=0.5·(z5+z4)·m=(51+33)1.5/2=63 мм,
Ширина зубчатого венца:
bw1=bw2=ψd·dw1=0.2·21=4.2 мм,
bw3=ψd·dw3=0.2·33=6.5 мм,
bw4=ψd·dw4=0.2·48=9.6 мм,
bw5=ψd·dw5=0.2·76.5=15 мм.
7. Расчет точности передаточного механизма привода.
Оценка точности функционирования механизма связана с расчетом погрешностей, т.е. отклонений параметров механизма (угла поворота выходного звена, передаточного отношения и т.п.) от их номинальных значений, соответствующих идеальному механизму.
Первичные или исходные погрешности зубчатых механизмов обусловлены допусками на изготовление и сборку звеньев, зазорами в зацеплениях и опорах, упругими и тепловыми деформациями звеньев и износом элементов кинематических пар.
Имеем комбинированный привод: предварительная ступень – планетарный зубчатый механизм, выходная ступень – волновой зубчатый механизм.
Необходимо проверить
условие точности зубчатого механизма 
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.